Привод к лебедке

Привод к лебедке

26

Содержание

  • Введение
    • 1. Выбор двигателя. Кинематический расчет привода
    • 2. Кинематический и силовой расчет привода
    • 3. Выбор материалов и определение допускаемых напряжений
    • 4. Расчет закрытой червячной передачи
    • 5. Расчет открытой косозубой зубчатой передачи
    • 6. Нагрузки валов редуктора
    • 7. Разработка эскизного проекта
    • 8. Предварительный выбор подшипника
    • 9. Выбор муфты
    • 10. Определение реакций в опорах подшипников валов
    • 11. Проверочный расчет валов
    • 12. Проверочный расчет подшипников
    • 13. Проверочный расчет шпонок
    • 14. Смазывание деталей редуктора
    • Список литературы
Введение

Исходные данные:

Мощность привода Р = 2,0 кВт

Частота вращения n = 36 мин - 1

Срок службы привода Lt = 5 лет

Коэффициенты использования Ксут = 0,9; Кгод = 0,8.

Рис.1 - Привод к лебедке.

1. Выбор двигателя. Кинематический расчет привода

Срок службы привода (ресурс) Lh, час, определяем по формуле

Lh = 365 • Lr• Kr • tc • Lc • Kc, (1)

где Lr - срок службы привода, Lr = 4 лет;

KГ - коэффициент годового использования, KГ = 0,8;

tС - продолжительность смены, tС = 8 ч;

LС - число смен, LС =1;

Кc - коэффициент сменного использования, Кc = 0,9.

Режим работы: Реверсивный.

Lh = 365 4 0,8 8 0,9 = 8409,6 часов.

Требуемая мощность рабочей машины: Р = 2,0 кВт.

Частота вращения барабана nр = 36 мин - 1

Общий коэффициент полезного действия (КПД) привода ?, определяем по формуле

? = ?м ?ц ?з ?ч ?4nк, (2)

где КПД составляющих определим по т.2.2 с 40 [1]

?м - КПД муфты, ?м = 0,98;

?ц - КПД открытой цилиндрической зубчатой передачи, ?з = 0,95;

?ч - КПД червячной передачи, ?ч = 0,85;

?nк - КПД одной пары подшипников качения, ?nк = 0,99.

? = 0,98 0,95 0,85 0,99 4 = 0,7678

Требуемую мощность двигателя Рдв, кВт определяем по формуле

Рдв = Рпр/ ?, (3)

Рдв = 2,0/ 0,7678 = 2,605 кВт

Выбираем электродвигатель при условие Рном ? Рдв из таб. К9 стр.384 [1]

3,0 кВт 2,605 кВт

4 АМ100S4Y 3 n ном = 1435 мин - 1; Рном = 3,0 кВт

Общее передаточное число привода Uобщ, определяем по формуле

Uобщ = nном/nрм, (4)

Uобщ = 1435/36 =39,86

Выбираем передаточные числа, воспользуемся рекомендуемыми значениями из таблиц т.2.3 с.43 [1], т.1.2 с.6 [2] и т.1.3 с.7 [1]: передаточные числа Uчерв = 16; Uзуб = 2,5; Uобш=40.

Фактическую частоту вращения барабана nрфакт, мин - 1 определяем по формуле

nрфакт = n ном/ Uобш, (5)

nрфакт = 1435/40= 35,875 мин - 1

отклонение 100% (nрм - nрфакт) / nрм = 100% (36 - 35,875) /36 = 0,347% < 4%

2. Кинематический и силовой расчет привода

Определяем мощность двигателя на всех валах привода: на быстроходном Р1, кВт; на тихоходном Р2, кВт; на валу ведущего барабана Р3, кВт по формулам

Р1 = Рдв ?м ?nк, (6)

Р1 = 2,605 0,98 0,99 = 2, 192 кВт

Р2 = Р1 ?ч ?nк, (7)

Р2 = 2, 192 0,85 0,99 = 2,17 кВт

Р3 = Р2 ?к ?nк, (8)

Р3= 2,17 0,95 0,99 = 2,04 кВт

Определяем частоту вращения на валах привода: на быстроходном n1, мин - 1; на тихоходном n2, мин - 1; на валу ведущего барабана n3, мин - 1 по формулам

n1 = nном= 1435 мин - 1

n2 = n1/U1, (9)

n2 = 1435/16 = 89,69 мин - 1

n3 = n2/U2, (10)

n3 = 89,69/2,5 = 35,88 мин - 1,

Определяем угловые скорости на валах привода: на валу двигателя щпом, с - 1; на быстроходном щ1, с - 1; на тихоходном щ2, с - 1; на валу ведущего барабана щ3, с - 1 по формулам

щпом = nном/30, (11)

щпом = 3,14 1435/30 = 150,2 с - 1

щ1 = щном = 150,2 с - 1

щ2 = щ1 /U1, (12)

щ2 = 150,2/16 = 9,39 с - 1

щ3 = щ2/U2, (13)

щ3 = 9,39/ 2,5 = 3,75 с - 1

Определяем вращающий момент на валах привода: на валу двигателя Тдв, Н. м; на быстроходном Т1, Н. м; на тихоходном Т2, Н. м; на валу ведущего барабана Т3, Н. м по формулам

Тдв = Рдв/ щном, (14)

Тдв = 2,605 10 3/150,2 = 17,34 Н. м

Т1 = Р1/ щ1, (15)

Т1 = 2, 192 10 3/150,2 = 14,59 Н. м

Т2 = Р2/ щ2, (16)

Т2 = 2,17 10 3 /9,39 = 231,16 Н. м

Т3 = Р3/щ3, (17)

Т3 = 2,04 10 3/3,75 = 543,51 Н. м

Таблица 1 - Силовые и кинематические параметры привода

Тип двигателя 4 АМ100S4Y 3 Pном = 3,0 кВт; n ном = 1435 мин - 1

Параметр

Передача

Параметр

Вал

Закр.

Откр.

Двигателя

Редуктора

Ведущего барабана

Быстроход.

Тихоход.

Передаточное число, U

16

2,5

Расчетная мощность Р, кВт

2,605

2, 192

2,17

2,041

Угловая скорость ,

с - 1

150,2

150,2

9,39

3,75

КПД, ?

0,85

0,95

Частота вращения n,

мин - 1

1435

1435

89,69

35,88

Вращающий момент Т,

Н. м

17,34

14,59

231,16

543,51

3. Выбор материалов и определение допускаемых напряжений

Червячная передача:

Выбираем марку стали для червяка и определяем ее механические характеристики по таб.3.1 с.49 [1] при мощности Р = 2, 192 кВт > 1 кВт. Червяк изготавливается из стали 40Х с твердостью ?45 НRСЭ,, термообработка - закалка +ТВЧ по таб.3.2; для стали 40Х - твердость 45…50 НRСЭ; ув = 900 Н/мм 2, ут = 750 Н/мм 2, у-1 = 410 Н/мм 2; Dпред = 125 мм, Sпред = 80 мм.

Скорость скольжения Vs, м/с определяем по формуле

Vs = , (18)

Vs = (4,3 9,39 16 ) /1000 = 3,96 м/с

По определенной скорости скольжения из таб.3.5 стр.54 [1] выбираем материал для червячного колеса при Vs < 5 БрА10Ж4Н4 способ отливки - "центробежный"; у в =700 Н/мм 2, у т =460 Н/мм 2.

Для материала венца червячного колеса по таб.3.6 [1] определяем допускаемые контактные [у] H и [у] F изгибные напряжения. При твердости витков червяка ? 350 НВ, термообработка - улучшение:

[у] H = 250 - 25 Vs, (19)

[у] H = 250 - 25 3,96 = 151 Н/мм 2,

т.к. червяк находится в масляной ванне то не уменьшаем.

Коэффициент долговечности К FL, определяем по формуле

К FL = , (20)

Наработку колес N, циклов, определяем по формуле

N = 573 щ2 Lh, (21)

N = 573 9,39 8409,6 = 45,25 10 6 циклов.

Тогда получаем по формуле (20)

К FL = = 0,655.

Для реверсивной передачи

[у] F = (0,08 ув + 0,25 ут) К FL, (22)

[у] F = (0,08 700 + 0,25 460) 0,655 = 112 Н/мм 2

Открытая косозубая зубчатая передача:

Для шестерни и колеса выбираем марку стали и определяем ее механические характеристики по таб.2.1 [2]:

Шестерня - сталь 40 Х с твердостью ? 350 НВ1, термообработка - улучшение; по таб.3.2 для стали 40Х - твердость 235. .262 НВ, у в = 900 Н/мм 2, у т = 750 Н/мм 2, у - 1 = 410 Н/мм 2, D пред = 200 мм, Sпред = 125 мм.

Колесо - сталь 45Л с твердостью ? 350 НВ2, термообработка - улучшение; по таб.3.2 [2] для стали 45Л - твердость 207…235 НВ, у в = 680 Н/мм 2, у т = 440Н/мм 2, у - 1 = 285 Н/мм 2, D пред = 315 мм, Sпред = 200мм.

Среднюю твердость зубьев шестерни НВ1ср и колеса НВ2ср определяем по формулам

НВ1ср = (235+262) /2 = 248,5,НВ2ср = (207+235) /2 = 221,НВ1ср - НВ2ср = 248,5-221 = 27,5 < 50

Для материала зубчатой шестерни и колеса определяем допускаемые контактные [у] H и [у] F изгибные напряжения

Коэффициент долговечности КHL, определяем по формуле

КHL = , (23)

Наработку шестерни N1, циклов, определяем по формуле

N1 = 573 щ2 Lh, (24)

N1 = 573 9,39 8409,6 = 45,24 10 6 циклов

Наработку колеса N2, циклов, определяем по формуле

N2 = 573 щ3 Lh, (25)

N2 = 573 3,75 8409,6 = 18,07 10 6 циклов.

Число циклов перемены напряжений NНО, соответствующие пределу выносливости, находим по таб.3.3 с.51 [2] NНО1 = 69,5 10 6 циклов, NНО2 = 17 10 6 циклов.

Так как N1 < NНО1, N2 > NНО2, то коэффициент долговечности принимаем

КHL2 = 1,КHL1 = , (26)

КHL1 = = 1,07

По таб.3.1 определяем допускаемые контактные напряжения [у] HО, соответствующее числу циклов перемены напряжений NНО.

Для шестерни

[у] HО1 = 1,8НВ1 + 67, (27)

[у] HО1 = 1,8 248,5 + 67 = 514,3 H/мм 2

Для колеса

[у] HО2 = 1,8НВ2 + 67, (28)

[у] HО2 = 1,8 221 + 67 = 464,8 Н/мм 2

Допускаемое контактное напряжение определяем по формулам

[у] H1 = [у] HО1 К нL1, (29)

[у] H1 = 514,3 1,07 = 550,3 Н/мм 2

[у] H2 = [у] HО2 К нL2, (30)

[у] H2 = 464,8 1 = 464,8 Н/мм 2

[у] H = 0,45 ([у] H1 + [у] H2), (31)

[у] H = 0,45 (550,3 + 464,8) = 456,8 Н/мм 2

[у] H = 456,8 Н/мм 2 < 1,23 [у] H2 = 571,7 Н/мм 2, условие выполняется.

Коэффициент долговечности К FL, определяем по формуле

К FL = , (32)

где NFО = 4 10 6 < N1 и N2,, следовательно К FL1 = К FL2 = 1

По таб.3.1 определяем допускаемое напряжение изгиба, соответствующее числу перемены напряжений NFО.

Для шестерни

[у] FО1 = 1,03 HB1ср, (33)

[у] FО1 = 1,03 248,5 = 256 Н/мм 2 предполагая что m<3 мм,

Для колеса

[у] FО2 = 1,03 НВ2ср, (34)

[у] FО2 = 1,03 221 = 227,63 Н/мм 2

так как передача реверсивная уменьшаем на 25%

[у] F2 = 227,63 0,75 = 170,75 Н/мм 2

[у] F1 =256 0,75 = 192 Н/мм 2

Составляем таблицу

Таблица 2 - Механические характеристики материалов передач редуктора

Элемент

передачи

Марка материала

Dпред

Sпред

Термооб

работка

НRCэ

НВ ср

у В

у - 1

у Т

[у] H

[у] F

Способ заливки

Н/мм 2

Червяк

Ст 40Х

125/80

З +ТВЧ

45

900

410

750

-

-

Венец колеса

БрА10Ж4Н4

-

Ц

-

700

-

460

151

112

Шестерня

Ст 40Х

200/125

У

248,5

900

410

750

456,8

192

Колесо

Ст 45Л

315/200

у

221

680

285

440

456,8

170,75

4. Расчет закрытой червячной передачи

Межосевое расстояние аW, мм определяем по формуле

аW = 61 , (35)

где Т2 - вращающий момент на валу червячного колеса, Т2 = 231,16 Нм

аW = 61 = 132,029 мм

Принимаем по ГОСТ аW = 140 мм

Число витков червяка при Uч = 16 (стр.21 [2]) принимаем Z = 2.

Число зубьев червячного колеса Z2, определяем по формуле

Z2 = Z1 Uч, (36)

Z2 = 2 16 = 32

Принимаем Z2 = 32

Модуль зацепления m, мм определяем по формуле

m = (1,4…1,7) аW / Z2, (37)

m = (1,4…1,7) 140/32 = (6,56….7,43) мм

Округляем в большую сторону m =7 мм.

Коэффициент диаметра червяка q, определяем по формуле

q = (2 аW/m) - Z2, (38)

q = (2 140/7) - 32 = 8

Принимаем q = 8

Коэффициент смещения инструмента х, определяем по формуле

Х = (аW/ m) - 0,5 (q + Z2), (39)

Х = (140/4) - 0,5 (8 + 32) = 0 > - 1, условие не выполняется

Фактическое передаточное число Uф, определяем по формуле

Uф = Z2/Z1,Uф = 32/2 = 16 (40)

Отклонение ДUф = 100% (Uф - U) / U = 0% < 4%

Фактическое межосевое расстояние аWф, мм определяем по формуле

аWф = 0,5 m (q + Z2 + 2 Х), (41)

аWф = 0,5 7 (8 + 32 + 2 0) = 140 мм

Делительный диаметр червяка d1, мм определяем по формуле

d1 = q m, (42)

d1 = 8 7 = 56 мм

Начальный диаметр червяка dW1, мм определяем по формуле

dW1 = m (q + 2 Х), (43)

dW1 = 7 (8 + 2 0) =56 мм

Диаметр вершин витков червяка d а1, мм определяем по формуле

d а1 = d1 + 2 m, (44)

d а1 = 56 + 2 7 = 70 мм

Диаметр впадин витков червяка d F1, мм определяем по формуле

d F1 = d1 - 2.4 m, (45)

d F1 = 56 - 2,4 7 = 39,2 мм

Делительный угол подъема линии витков червяка Y, o определяем по формуле

Y = arctg (Z1 /q), (46)

Y = arctg (2/8) =14 o03 /

Длина нарезаемой части червяка b1, мм определяем по формуле

b1 = (10 + 5,5 |Х| + Z1) m + С, (47)

где Х = 0, С = 0

b1 = (10 + 5,5 |0| + 2) 7 + 0 = 84 мм

Делительный диаметр червячного колеса d2, мм определяем по формуле

d2 = d W 2 = m Z2, (48)

d2 = d W 2 = 7 32 = 224 мм

Диаметр вершин зубьев червячного колеса d а2, мм определяем по формуле

d а2 = d2 + 2 m (1 + Х), (49)

d а2 = 224 + 2 7 (1 + 0) = 238 мм

Наибольший диаметр червячного колеса d АМ, мм определяем по формуле

d АМ ? d а2 + 6 m / (Z1 + 2), (50)

d АМ ? 238 + 6 7/ (2 + 2) = 248,5 мм

Диаметр впадин зубьев червячного колеса d F2, мм определяем по формуле

d F2 = d2 - 2 m (1,2 - Х), (51)

d F2 = 224 - 2 7 (1,2 - 0) = 207,2 мм

Ширину венца червячного колеса b2, мм, при Z1 =2, определяем по формуле

b2 = 0,355 аW, (52)

b2 = 0,355 140 = 49,7 мм

Принимаем b2 = 48 мм

Радиусы закруглений зубьев червячного колеса Rа и RF, мм определяем по формулам

Rа = 0,5 d1 - m, (53)

Rа = 0,5 56 - 7 = 21 мм

RF = 0,5 d1 + 1,2 m

RF = 0,5 56 + 1,2 7 = 36,4 мм (54)

Условный угол обхвата червяка венцом колеса определяем по формуле

sin у = b2/ (d а1 - 0,5 m), (55)

sin у = 48/ (70-0,5 7) = 0,721805

Угол у = 46 o 12, 2 у = 92 o24/< 120 о

Коэффициент полезного действия червячной передачи ?, определяем по формуле

? = tgY/ tg (Y + ц), (56)

где ц - угол трения зависящий от скорости скольжения.

Скорость скольжения Vs, м/с определяем по формуле

Vs = Uф щ2 d1 / (2 cos y 10 3), (57)

Vs = 16 9,39 56/ (2 cos (14 o 03 /) 1000) = 4,34 м/с

По таб.4.9 c 74 [1] выбипаем ц = 1 o50 /.

Тогда по формуле (56)

? = tg (14 o 03 /) / tg (14 o 03 /+ 1 o 50 /) = 0,9

Проверим контактные напряжения зубьев колеса

у H = 340 < [у] H, (58)

где К - коэффициент нагрузки, зависящий от окружной скорости, К = 1

Окружную силу на колесе Ft2, кН определяем по формуле

Ft2 = 2 T2 10 3/d2, (59)

Ft2 = 2 231,16 1000/224 = 2,0639 кН

Окружную скорость червячного колеса Vs, м/с определяем по формуле

Vs = щ2 d2/ (2 10 3), (60)

Vs = 9,39 224/2 10 3 = 1,05 м/с < 3 м/с

Найденные значения подставляем в формулу (58)

у H = 340 = 137,91 Н/мм 2 < [у] H = 151 Н/мм 2

Недогруз 100% ([у] H - у H) / [у] H

100% (151 - 137,9) / 151 = 8,67% < 15% условие выполняется.

Проверим напряжения изгиба зубьев колеса

у F = 0,7 YF Ft 2 K/ (b2 m) < [у] F, (61)

где YF - коэффициент формы зуба колеса, определяемый по таб.4.10 [1] в зависимости от эквивалентного числа зубьев.

Эквивалентное число зубьев Zх 2, определяем по формуле

Zх 2 = Z2/ (cos y) 3, (62)

Zх 2 = 32/ cos 3 (14 o 03 /) = 35,05

Тогда YF = 1,64.

Подставляем найденные значения в формулу (61)

у F = 0,7 1,64 2063,9 1/ (48 7) = 7,05 Н/мм 2 < [у] F = 112 Н/мм 2

При проверке на прочность получаем у H < [у] H, у F < [у] F, следовательно, рассчитанная червячная передача соответствует рабочим нагрузкам.

Таблица 3 - Параметры червячной передачи

Межосевое расстояние аW= 140 мм Модуль m = 7 мм

Червяк

Колесо

Параметр

Знач.

Параметр

Знач.

Делительный диаметр d1, мм

56

Делительный диаметр d2, мм

224

Начальный диаметр d W 1,, мм

56

Диаметр вершин зубьев d а2, мм

238

Диаметр вершин витков d а1, мм

70

Наибольший диаметр колеса d АМ, мм

248,5

Диаметр впадин витков d F1, мм

39,2

Диаметр впадин зубьев d F2, мм

207,2

Делительный угол подъема линии витков Y

14 o 03 /

Ширина венца при b2, мм

48

Длина нарезаемой части червяка b1, мм

84

Радиусы закруглений зубьев Rа, мм

RF, мм

21

36,4

КПД червячной передачи з

0,9

Условный угол обхвата червяка венцом колеса 2 у

92 o28 /

Контактные напряжения зубьев колеса у H, Н/мм 2

137,91

Напряжения изгиба зубьев колеса у F, Н/мм 2

7,05

5. Расчет открытой косозубой зубчатой передачи

Страницы: 1, 2



Реклама
В соцсетях